(57)【要約】【課題】ベアリングギアの偏芯角を上記従来に比して正確にするとともにアライメントの誤差を従来に比して小さくすることにより、上記従来に比してベアリングギアの耐久性を向上させるとともに、騒音の発生を一層抑制するよう改善された揺動型歯車装置を供給する。【解決手段】前記回転部材の初期の偏芯角である初期偏芯角を決定する初期偏芯角決定工程と、前記回転部材入力側歯車と前記の入力軸歯車とを噛合させるとともに、前記回転部材出力側歯車と前記出力軸歯車とを噛合させる歯車噛合工程とを少なくとも備える。更に、前記初期偏芯角決定工程における前記初期偏芯角の決定は、前記歯車噛合工程後に前記回転部材が前記規定偏芯角となるように決定されることを特徴とする。【選択図】図１
2010255835.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力側回転軸の軸方向端部に設けられる入力軸歯車と、
出力側回転軸の軸方向端部に設けられる出力軸歯車と、
前記入力側回転軸の軸心に対して規定偏芯角で偏芯して回転するとともに、回転中心軸が揺動する回転部材と、
前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記入力軸歯車と噛合する回転部材入力側歯車と、
前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記出力軸歯車と噛合する回転部材出力側歯車とを備える揺動型歯車装置の製造方法において、
前記回転部材の初期の偏芯角である初期偏芯角を決定する初期偏芯角決定工程と、
前記回転部材入力側歯車と前記の入力軸歯車とを噛合させるとともに、前記回転部材出力側歯車と前記出力軸歯車とを噛合させる歯車噛合工程とを少なくとも備え、
前記初期偏芯角決定工程における前記初期偏芯角は、前記歯車噛合工程後に前記回転部材が前記規定偏芯角となるように決定されることを特徴とする揺動型歯車装置の製造方法。
【請求項２】
前記初期偏芯角は、前記回転部材入力側歯車が前記入力軸歯車より受ける力、および前記回転部材出力側歯車が前記出力軸歯車より受ける力によって、前記回転部材に生じる傾きを加味して決定されることを特徴とする請求項１に記載の揺動型歯車装置の製造方法。
【請求項３】
前記初期偏芯角は、前記入力側回転軸の傾きと、前記出力側回転軸の傾きとを加味して決定されることを特徴とする請求項１または２に記載の揺動型歯車装置の製造方法。
【請求項４】
前記初期偏芯角は、
前記入力軸歯車が前記回転部材入力側歯車より受ける力によって、前記入力軸歯車に生じる傾きと、
前記出力軸歯車が前記回転部材出力側歯車より受ける力によって、前記出力軸歯車に生じる傾きとを加味して決定されることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１項に記載の揺動型歯車装置の製造方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、揺動型歯車装置に関し、特に騒音の抑制を図った揺動型歯車装置の製造方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
小型で高い減速比が得られ、かつ伝導効率が高い変速機として揺動型歯車装置を用いた減速器が用いられている。例えば特許文献１に具体例が提示されている。図９および図１０を用いて一例を説明する。
【０００３】
図９に示すように、略円柱形の第１の入力軸１０１は軸受１１１および軸受１２１を介して略円筒形のハウジング１０４に回転可能に支承されている。また、第１の入力軸１０１には傘歯車である第１歯車ｇ１０１（軸歯車）が歯面を軸方向において出力側（以下、単に、「出力側」という。）に向けて固定されている。また、第１歯車ｇ１０１の出力側には回転部材であるベアリングギア１０５が配設されているとともに、ベアリングギア１０５の内輪１５１の軸方向において入力側（以下、単に、「入力側」という。）には傘歯車である第２歯車ｇ１０２（回転部材入力側歯車）が形成されている。この第２歯車ｇ１０２が第１歯車ｇ１０１と噛合しているため、第１の入力軸１０１の回転状態においては、第１の入力軸１０１の回転はベアリングギア１０５に伝達される。なお、内輪１５１の円周部分を、径方向において外方（以下、単に、「外方」という。）から取り囲むように、外輪１５２が設けられ、かつ、この内輪１５１と外輪１５２との間に転動体１５３が介接されることにより、ベアリング一体型の歯車であるベアリングギア１０５が形成されている。この外輪１５２は一部図略の電動モータのロータ１０２に一体的に回転するよう取り付けられている。ロータ１０２は軸受１２２，１２３によりハウジング１０４に支持される。
【０００４】
また、ベアリングギア１０５の内輪１５１の出力側には傘歯車である第３歯車ｇ１０３（回転部材出力側歯車）が形成されている。この第３歯車ｇ１０３の、更に出力側には、出力軸１０３が、軸受１１２および軸受１２４を介してハウジング１０４に回転可能に支承されている。また、出力軸１０３には傘歯車である第４歯車ｇ１０４が歯面を入力側に向けて固定されている。この第４歯車ｇ１０４には上述の第３歯車ｇ１０３が噛合しているため、ベアリングギア１０５に伝達された回転は、出力軸１０３に伝達される。なお、上記第１の入力軸１０１および出力軸１０３は同一の回転軸１０６を有している。
【０００５】
第１歯車ｇ１０１の構造をより具体的に説明する。第１歯車ｇ１０１の第２歯車ｇ１０２と噛合する部分を拡大し、模式図として表示した図１０に示すように、第１歯車ｇ１０１には半円柱状の凹溝ｇ１１１が形成されているとともに、この凹溝には円柱状の転動体ｇ１１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝に円柱状の転動体ｇ１１２が支持されているため、転動体ｇ１１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ１０２側（出力側）に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１０１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１０１に形成された凹溝ｇ１１１と同様の凹溝が、第２歯車ｇ１０２に形成されており、この凹溝が第２歯車ｇ１０２の凹歯として機能する。
【０００６】
ここで、傘歯車である第１歯車ｇ１０１に傘歯車である第２歯車ｇ１０２を噛み合わせているため、ギアの噛み合い始めと噛み合い終わりにおいて噛合部における力の掛かり方が変化する。この力の掛かり方の変化を転動体ｇ１１２がａ１方向に転動することおよび、ａ２方向に移動することにより、緩和している。
【０００７】
更に、特許文献１には、ａ２方向（歯筋方向）において外側および内側から転動体（コロ）を支持するリテーナを、弾性を有する部材とすることにより、噛み合い時に転動体がａ２方向（歯筋方向）に移動することを許す構造とすることが提示されている。係る構成により、「弾性に抗して歯筋方向に変位が可能となり、コロの端面とリテーナの外周面との間の摩擦力が大幅に低減される（〔０００８〕）。」と記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００８】
【特許文献１】特開２００７−２４７７４１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
確かに、特許文献１に係る技術により、「コロの端面とリテーナの外周面との間の摩擦力が大幅に低減され」れば、ベアリングギアにかかる負荷も小さくなり、摩擦を原因とする騒音は抑制されると考えられる。しかし、係る構造を有していても、アライメントが正確でなければ、ベアリングギアにかかる負荷は大きくなり、摩擦を原因とする騒音も発生することとなる。
【００１０】
アライメントを正確にするためには、ベアリングギア１０５の回転軸１０６に対する規定偏芯角θを正確に調整しなければならない。ところが、ベアリングギア１０５の偏芯角を予め規定偏芯角θに合わせても、組立工程において、第１歯車ｇ１０１と第２歯車ｇ１０２とを噛合させるとともに第３歯車ｇ１０３と第４歯車ｇ１０４とを噛合させる必要があるため、これらの噛合の影響を受けて、実際の偏芯角は規定偏芯角θと異なってしまう。従って、初期偏芯角を規定偏芯角θとしても、実際の偏芯角は規定偏芯角θと一致しない。
【００１１】
本発明はかかる実情を鑑みてなされたもので、ベアリングギアの実際の偏芯角を上記従来に比して規定偏芯角に近付けるとともにアライメントの誤差を従来に比して小さくすることにより、上記従来に比してベアリングギアの耐久性を向上させるとともに、騒音の発生を一層抑制するよう改善された揺動型歯車装置を供給することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明にかかる揺動型歯車装置の製造方法は、入力側回転軸の軸方向端部に設けられる入力軸歯車と、出力側回転軸の軸方向端部に設けられる出力軸歯車と、前記入力側回転軸の軸心に対して規定偏芯角で偏芯して回転するとともに、回転中心軸が揺動する回転部材と、前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記入力軸歯車と噛合する回転部材入力側歯車と、前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記出力軸歯車と噛合する回転部材出力側歯車とを備える揺動型歯車装置の製造方法である。また、前記回転部材の初期の偏芯角である初期偏芯角を決定する初期偏芯角決定工程と、前記回転部材入力側歯車と前記の入力軸歯車とを噛合させるとともに、前記回転部材出力側歯車と前記出力軸歯車とを噛合させる歯車噛合工程とを少なくとも備える。更に、前記初期偏芯角決定工程における前記初期偏芯角の決定は、前記歯車噛合工程後に前記回転部材が前記規定偏芯角となるように決定されることを特徴とする。
【００１３】
上記構成によると、初期偏芯角決定工程における初期偏芯角は、歯車噛合工程後に回転部材が規定偏芯角となるように決定されるため、歯車噛合工程によって、規定偏芯角が変化することを防止できる。従って、回転部材が規定偏芯角で正確に偏芯して回転するため、アライメントの誤差を従来に比して小さくすることが可能となる。また、上記従来に比してベアリングギアの耐久性を向上させるとともに、騒音の発生を一層抑制できる。
【００１４】
なお、本明細書において規定偏芯角とは、入力軸歯車と回転部材入力側歯車とが噛合するとともに出力軸歯車と回転部材出力側歯車とが噛合する場合に、回転部材がとるべき設計上最良の偏芯角のことである。また、初期偏芯角とは入力軸歯車と回転部材入力側歯車とが噛合する前であるとともに出力軸歯車と回転部材出力側歯車とが噛合する前の状態で、回転部材がとる偏芯角のことである。
【００１５】
本発明にかかる揺動型歯車装置の製造方法は、前記初期偏芯角は、前記回転部材入力側歯車が前記入力軸歯車より受ける力、および前記回転部材出力側歯車が前記出力軸歯車より受ける力によって、前記回転部材に生じる傾きを加味して決定されることが好ましい。
【００１６】
上記構成によると、初期偏芯角は、回転部材入力側歯車が入力軸歯車より受ける力、および回転部材出力側歯車が出力軸歯車より受ける力によって、回転部材に生じる傾きを加味して決定されるため、入力軸歯車より受ける力および出力軸歯車より受ける力によって、規定偏芯角が変化することを防止できる。
【００１７】
本発明にかかる揺動型歯車装置の製造方法は、前記初期偏芯角の決定は、前記入力側回転軸の傾きと、前記出力側回転軸の傾きとを加味して決定されることが好ましい。
上記構成によると、初期偏芯角は、入力側回転軸の傾きと、出力側回転軸の傾きとを加味して決定されるため、入力側回転軸の傾きおよび出力側回転軸の傾きを原因として、規定偏芯角がずれることを防止できる。
【００１８】
本発明にかかる揺動型歯車装置の製造方法は、前記初期偏芯角は、前記入力軸歯車が前記回転部材入力側歯車より受ける力によって、前記入力軸歯車に生じる傾きと、前記出力軸歯車が前記回転部材出力側歯車より受ける力によって、前記出力軸歯車に生じる傾きとを加味して決定されることが好ましい。
【００１９】
上記構成によると、初期偏芯角は、入力軸歯車が回転部材入力側歯車より受ける力によって、入力軸歯車に生じる傾きと、出力軸歯車が回転部材出力側歯車より受ける力によって、出力軸歯車に生じる傾きとを加味して決定されるため、入力側回転軸の傾きおよび出力側回転軸の傾きを原因として、規定偏芯角がずれることを防止できる。
【発明の効果】
【００２０】
本発明によれば、ベアリングギアの実際の偏芯角を上記従来に比して規定偏芯角に近付けるとともにアライメントの誤差を従来に比して小さくすることにより、上記従来に比してベアリングギアの耐久性を向上させるとともに、騒音の発生を一層抑制するよう改善された揺動型歯車装置を供給することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２１】
【図１】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、軸方向断面図である。
【図２】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、（ａ）は第１歯車〜第４歯車の噛合部分についての部分拡大模式図であり、（ｂ）は第１歯車と第２歯車の噛合部分についての拡大図である。
【図３】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、図２におけるＡ―Ａ方向から見た、第１歯車の一部拡大図である。
【図４】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、製造工程を説明する図面であり、（ａ）はロータの構造を示す断面図であり、（ｂ）はロータにベアリングギアを圧入した状態を示しており、（ｃ）は更に入力軸および出力軸を組み付けた状態である。
【図５】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、ベアリングギアに予圧がかかった状態を示す軸方向断面図である。
【図６】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、ベアリングギアの傾きを示す部分拡大模式図である。
【図７】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、入力軸の傾きを示す部分拡大模式図である。
【図８】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、出力軸の傾きを示す部分拡大模式図である。
【図９】従来の揺動型歯車装置について説明する図面であって、軸方向断面図である。
【図１０】従来の揺動型歯車装置について説明する図面であって、第１歯車の一部拡大図である。
【発明を実施するための形態】
【００２２】
以下、本発明を具体化した揺動型歯車装置の製造方法の一実施形態を、図１〜図８を用いて、以下に説明する。
本実施形態で製造される揺動型歯車装置は、図１に示すように、本実施形態にかかる揺動型歯車装置は、略円筒形状ハウジング４と、ハウジングに挿入された略円柱状の第１の入力軸１、略円筒状の第２の入力軸であるロータ２、略円柱状の出力軸３、および、第１から第４の歯車を含み、それぞれ軸受を介して支承されている。即ち、２つの入力軸と、１つの出力軸を有する揺動型歯車装置である。この揺動型歯車装置は、例えば自動車のステアリング装置に介装され、ステアリングホイールの回転に対する車輪の切れ角を可変とする伝達比可変機構に適用される。
【００２３】
略円柱形の第１の入力軸１は軸受１１および軸受２１を介して略円筒形のハウジング４に回転可能に支承されている。また、第１の入力軸１には、入力軸歯車であって傘歯車である第１歯車ｇ１（軸歯車）が歯面を軸方向において出力側（以下、単に、「出力側」という。）に向けて固定されている。また、第１歯車ｇ１の出力側には回転部材であるベアリングギア５が配設されている。このベアリングギア５の内輪５１の軸方向において入力側（以下、単に、「入力側」という。）には、回転部材入力側歯車であるとともに傘歯車である第２歯車ｇ２（回転部材入力側歯車）が形成されている。この第２歯車ｇ２が第１歯車ｇ１と噛合しているため、第１の入力軸１の回転状態においては、第１の入力軸１の回転はベアリングギア５に伝達される。なお、内輪５１の円周部分を、径方向において外方（以下、単に、「外方」という。）から取り囲むように、外輪５２が設けられ、かつ、この内輪５１と外輪５２との間に転動体５３が介接されることにより、ベアリング一体型の歯車であるベアリングギア５が形成されている。この外輪５２は一部図略の電動モータのロータ２に一体的に回転するよう取り付けられている。ロータ２は軸受２２，２３を介してハウジング４に回転可能に支持される。
【００２４】
また、ベアリングギア５の内輪５１の出力側には、回転部材出力側歯車であるとともに傘歯車である第３歯車ｇ３（回転部材出力側歯車）が形成されている。この第３歯車ｇ３の更に出力側には、軸受２４および軸受１２を介して、出力軸３がハウジング４に回転可能に支承されている。また、出力軸３には出力軸歯車であるとともに傘歯車である第４歯車ｇ４が歯面を入力側に向けて固定されている。この第４歯車ｇ４には上述の第３歯車ｇ３が噛合しているため、ベアリングギア５に伝達された回転は、出力軸３に伝達される。なお、上記第１の入力軸１および出力軸３は同一の回転軸６を有している。
【００２５】
上記第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４を外方から取り囲むように、略円筒形の第２の入力軸であるロータ２が、軸受２２および軸受２３を介して、ハウジング４に支承されている。このロータ２の内周面２５は、回転軸６に対して偏芯した円筒形をなしている。更に、この内周面２５に上述のベアリングギア５の外輪５２が内嵌されている。その結果、外輪５２ひいてはベアリングギア５は回転軸６に対して偏芯した状態で備えられている。
【００２６】
まず、第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２からの入力と出力軸３との関係について説明する。
最初に、図１の状態において、第２の入力軸であるロータ２を固定し、第１の入力軸１が回転状態にある場合について説明する。ロータ２が固定されているため、内嵌されたベアリングギア５の外輪５２も固定されている。従って、ベアリングギア５はその回転軸が固定された状態に保たれる。この状態において第１の入力軸１の回転は、第１歯車ｇ１および第２歯車ｇ２を介して、ベアリングギア５の内輪５１に伝達されるとともに、内輪５１に伝達された回転は、第３歯車ｇ３および第４歯車ｇ４を介して、出力軸３に伝達されるため、第１の入力軸１の回転は、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。
【００２７】
次に、図１の状態において第１の入力軸１を固定し、第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。ロータ２が回転しているため、内嵌されたベアリングギア５の外輪５２も回転する。ここで、ロータ２の内周面２５は、回転軸６に対して偏芯した円筒形をなしているため、外輪５２を介してベアリングギア５全体が偏芯軸を変化させながら回転する揺動運動を行うことになる。ここで第１の入力軸１は固定されているため、ロータ２の回転は外輪５２を介して、ベアリングギア５に伝達されるとともに、ベアリングギア５に伝達された回転は、第３歯車ｇ３および第４歯車ｇ４を介して、出力軸３に伝達されるため、ロータ２の回転は、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。このように第１の入力軸１または第２の入力軸であるロータ２のいずれかが固定されている場合においては、固定されていない入力軸から、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速された回転が出力軸３に伝達される。
【００２８】
更に、図１の状態において第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。この場合にはベアリングギア５全体が揺動運動することによって第２の入力軸であるロータ２の回転が出力軸３に伝達されるとともに、第１の入力軸１の回転も出力軸３に伝達される。従って、第１の入力軸１の回転と第２の入力軸であるロータ２の回転とを出力軸３に伝達することができる。このように第１の入力軸１または第２の入力軸であるロータ２のいずれもが固定されていない場合においては第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２からの回転が、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。即ち、第２の入力軸であるロータ２の回転を制御することにより、第１の入力軸１から出力軸３への伝達比を自在に変化させることが可能である。
【００２９】
次に減速比について、場合を分けて説明する。まず、第２の入力軸であるロータ２を固定し、第１の入力軸１が回転状態にある場合について説明する。第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２の歯数ｎ２の比、つまりｎ１／ｎ２に対応して、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。例えば、第１歯車ｇ１の歯数ｎ１が３８であり、第２歯車ｇ２の歯数ｎ２が４０であれば、第１の入力軸１が１回転することにより第１歯車ｇ１が１回転すると第２歯車ｇ２が３８／４０回転し、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。即ち、この場合３８／４０の第１段の減速が行われることとなる。
【００３０】
同様に、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３と第４歯車ｇ４の歯数ｎ４の比、つまりｎ３／ｎ４に対応して、第２の入力軸であるロータ２の回転がベアリングギア５に伝達される。例えば、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３が４０であり、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４が４０であれば、ベアリングギア５の内輪５１が１回転することにより第３歯車ｇ３が１回転すると第４歯車ｇ４が４０／４０回転し、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。即ち、この場合４０／４０の第２段の減速が行われることとなる。従って、第１段および第２段の減速により、第１の入力軸１の回転は、ｎ３／ｎ４×ｎ１／ｎ２＝（ｎ１・ｎ３）／（ｎ２・ｎ４）の減速比で減速されることとなる。上記例であれば３８／４０×４０／４０＝（４０・３８）／（４０・４０）＝０．９５、即ち約９５．０％の減速比が得られる。
【００３１】
次に、第１の入力軸１を固定し、第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２の歯数ｎ２の差、つまりｎ２−ｎ１に対応して、ロータ２の回転がベアリングギア５の内輪５１に伝達される。例えば、第１歯車ｇ１の歯数ｎ１が３８であり、第２歯車ｇ２の歯数ｎ２が４０であれば、ロータ２が１回転することにより外輪５２が１回転すると第２歯車ｇ２が４０−３８即ち２歯分の回転として、ロータ２の回転が内輪５１に伝達される。従って減速比は（ｎ２−ｎ１）／ｎ２となる。即ち、この場合（４０−３８）／４０の第１段の減速が行われることとなる。
【００３２】
第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合、一方において、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４と第３歯車ｇ３の歯数ｎ３の差、つまりｎ４−ｎ３に対応して、ロータ２の回転がベアリングギア５を介して出力軸３に伝達される。例えば、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３が４０であり、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４が４０であれば、ベアリングギア５の内輪５１が１回転することにより第３歯車ｇ３が１回転すると第４歯車ｇ４が、４０−４０即ち０歯分の回転として、ロータ２の回転が出力軸３に伝達される。従って減速比は（ｎ４−ｎ３）／ｎ４となる。ここで、第１段の減速によって第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２との比だけ第３歯車ｇ３の回転数が減ぜられるため、（ｎ４−ｎ３）／ｎ４×ｎ１／ｎ２、即ち、この場合（４０−４０）／４０×３８／４０の第２段の減速が行われることとなる。従って、第１段の減速と第２段の減速をあわせて、
（ｎ２−ｎ１）／ｎ２＋（ｎ４−ｎ３）／ｎ４×ｎ１／ｎ２
即ち、（４０−３８）／４０＋（４０−４０）／４０×３８／４０
＝０．０５
即ち約５．００％の減速比が得られる。
【００３３】
このように第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４の歯数ｎ１〜ｎ４を変えることにより減速比を自在に変えることが可能であり、特に第２の入力軸であるロータ２からの入力に対しては、大きな減速比を容易に得ることが可能である。
【００３４】
ところで、第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２との噛合部分を模式図的に表現した図２（ａ）および、第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２の噛合部分を拡大表示した図２（ｂ）に示すように、第１歯車ｇ１には半円柱状の凹溝ｇ１１が形成されているとともに、この凹溝ｇ１１には円柱形の転動体ｇ１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝ｇ１１に円柱形の転動体ｇ１２が支持されているため、転動体ｇ１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ２側に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１に形成された凹溝ｇ１１と同様の凹溝ｇ２１が、第２歯車ｇ２に形成されている。この凹溝ｇ２１が第２歯車ｇ２の凹歯として機能する。即ち、転動体ｇ１２の第２歯車ｇ２側に突出した部分が第２歯車ｇ２の凹溝ｇ２１と噛合する。従って、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１の噛合時に生ずる摺動は、図２（ｂ）に矢印ａ１で示した、転動体ｇ１２の転動によって吸収される。よって、バックラッシュを設ける必要がないため、噛み合わせ調整を精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。また、各歯車間に予圧を与えることができるため、噛み合わせ調整を一層精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。
【００３５】
同様に、第４歯車ｇ４には半円柱状の凹溝ｇ４１が形成されているとともに、この凹溝ｇ４１には円柱形の転動体ｇ４２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝ｇ４１に円柱形の転動体ｇ４２が支持されているため、転動体ｇ４２の外周面の略半分が第３歯車ｇ３側に突出しており、この突出部分が第４歯車ｇ４の凸歯として機能する。一方、第４歯車ｇ４に形成された凹溝ｇ４１と同様の凹溝ｇ３１が、第３歯車ｇ３に形成されている。この凹溝ｇ３１が第３歯車ｇ３の凹歯として機能する。即ち、転動体ｇ４２の第３歯車ｇ３側に突出した部分が第３歯車ｇ３の凹溝ｇ３１と噛合する。従って、転動体ｇ４２と凹溝ｇ３１の噛合時に生ずる摺動は、転動体ｇ４２の転動によって吸収される。よって、バックラッシュを設ける必要がないため、噛み合わせ調整を精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。また、各歯車間に予圧を与えることができるため、噛み合わせ調整を一層精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。
【００３６】
第１歯車ｇ１の構造をより具体的に説明する。第１歯車ｇ１の第２歯車ｇ２と噛合する部分を図２のＡ―Ａ方向からの一部拡大図として表示した図３に示すように、第１歯車ｇ１には半円柱状の凹溝ｇ１１が形成されているとともに、この凹溝には円柱形の転動体ｇ１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝に円柱形の転動体ｇ１２が支持されているため、転動体ｇ１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ２側（出力側）に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１に形成された凹溝ｇ１１と同様の凹溝ｇ２１が、第２歯車ｇ２に形成されており、この凹溝ｇ２１が第２歯車ｇ２の凹歯として機能する。係る構造により、突出部分が第１歯車ｇ１の凸歯として機能する転動体ｇ１２が、矢印ａ２で示した方向に直線移動することにより、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１の噛合時に生ずる摺動が更に吸収される。このことによっても上記と同様に噛み合わせ調整を精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。
【００３７】
かかる揺動型歯車装置の製造方法を図４を用いて説明する。
先ず、ロータ２に対してベアリングギア５を圧入する。このロータ２の内周面は、図４（ａ）に示すように、入力側回転軸の軸心に対して所定の偏芯角で偏芯した中心軸を持つ。従って、圧入されたベアリングギア５は、図４（ｂ）に示すように、入力側回転軸の軸心に対して所定の初期偏芯角αで偏芯した状態で、ベアリングギア５が保持される。このようにベアリングギア５の初期偏芯角αを決定する工程を初期偏芯角決定工程とする。
【００３８】
このロータ２の左右より第１の入力軸１および出力軸３を挿入し、第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２とを噛合させるとともに、第３歯車ｇ３と第４歯車ｇ４とを噛合させる。その後第１の入力軸１および出力軸３に予圧を与えることにより、第１歯車ｇ１およびと第２歯車ｇ２間と第３歯車ｇ３および第４歯車ｇ４間とを負隙間にする。このようにベアリングギア５の入力側歯車である第２歯車ｇ２と入力軸歯車である第１歯車ｇ１とを噛合させるとともに、ベアリングギア５の出力側歯車である第３歯車ｇ３と出力軸歯車である第４歯車ｇ４とを噛合させる工程を歯車噛合工程とする。
【００３９】
以上のように歯車噛合工程において、ベアリングギア５はロータ２への圧入後に第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４を介して負圧を与えられるため、初期偏芯角決定工程において正確に初期偏芯角αを設定しても、動作時には偏芯角が変化してしまう。また、第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４もそれぞれが取り付けられている第１の入力軸１および出力軸３が傾くことにより変化する。そこで本実施形態においては、初期偏芯角決定工程における偏芯角の決定は、歯車噛合工程後に所定の偏芯角となるように決定されることを特徴とする。例えば、規定偏芯角θとして３°を得たい場合には、歯車噛合工程によって、負圧が与えられた後に３°となるように、初期偏芯角決定工程での偏芯角を予め調整しておく。
【００４０】
初期偏芯角決定工程での偏芯角の調整方法をより具体的に説明する。
まず、初期偏芯角決定工程で設定した初期偏芯角が歯車噛合工程によって変化する理由を確認すると、以下の２つの理由が考えられる。
１．ベアリングギア５に予圧が与えられることにより、ベアリングギア５が変形することによる初期偏芯角αの変化。即ち、回転部材であるベアリングギア５に生じる傾きを原因とする初期偏芯角αの変化。
２．第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４が傾くことよる初期偏芯角αの変化。即ち、入力側回転軸の傾きと、出力側回転軸の傾きによる初期偏芯角αの変化。
である。従って、これら要因を補正することができるように、初期偏芯角決定工程での初期偏芯角αの調整をすれば良いと考えられる。以下その方法を具体的に説明する。
【００４１】
１．ベアリングギア５に予圧が与えられることにより、ベアリングギア５が変形することによる偏芯角の変化に対する補正について。
図５に示すように、揺動型軸受装置は、予圧をかけることにより第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２とを負隙間にすることが一般的である。同様に、予圧をかけることにより第３歯車ｇ３と第４歯車ｇ４とも負隙間にする。予圧がかけられると、図６に示すように、ベアリングギア５の内輪５１が回転方向にモーメントを受けて傾く。この傾き角をβとする。例えば、５Ｎｍの負圧がかけられたときの傾き角βは、表１に示すように、深溝玉軸受の場合最大で−０．１７４°、最小で−０．１２１°である。したがって、この平均をベアリングギア５が変形することによる偏芯角の変化量、即ち傾き角βとすると、
β＝（−０．１７４°−０．１２１°）／２＝−０．１４７５°
となる。なお、予圧による傾き角βは初期偏芯角とは反対向きであるので負数である。
【００４２】
【表１】
2010255835.tif 000003
２．第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４を介して負圧を与えられることによる偏芯角の変化に対する補正について。
【００４３】
図７に示すように、第１歯車ｇ１が備えられている第１の入力軸１は軸受２１および軸受１１を介してハウジング４に支承されている。そのため、軸受２１を含めた径方向の長さに、図中ａ＋ｂで示す隙間、具体的には０．０１１ｍｍ以上０．０５６ｍｍ以下の隙間が設けられている。同様に、軸受１１を含めた径方向の長さに、図中ｃ＋ｄで示す隙間、具体的には０．０１１ｍｍ以上０．０２９ｍｍ以下の隙間が設けられている。そのため最大で、
０．０５６ｍｍ＋０．０２９ｍｍ＝０．０８５ｍｍの隙間が生じうる。
半径あたりにすると、
０．０８５ｍｍ／２＝０．０４２５ｍｍ
である。
【００４４】
一方、第１の入力軸１が軸受２１および軸受１１を介してハウジング４に支承されている軸方向の長さは２１．７ｍｍである。しかし、厳密には、軸受２１の出力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ入力側にある。また、軸受１１はニードル軸受のため、回転体であるピン１１Ｐの入力側の端部は、軸受１１の入力側の端部より２．１ｍｍ出力側にあり、更にピン１１Ｐの入力側の端部も面取りされているため、実際の接触端は０．２ｍｍ出力側にある。これらの補正を施すと、軸方向の実際の長さは、
２１．７ｍｍ−０．５ｍｍ−２．１ｍｍ−０．２ｍｍ＝１８．９ｍｍ
となる。
【００４５】
従って、軸方向に対する第１歯車ｇ１の最大傾き角は、
０．０４２５ｍｍ／１８．９ｍｍ
である。これをθ１max°とすると、
【００４６】
【数１】
2010255835.tif 000004
θ１max°＝０．１２８８°
となる。
【００４７】
同様に、第１歯車ｇ１の最小傾き角θ１min°を求める。
まず、径方向において、ａ＋ｂの最小値は０．０１１ｍｍ、ｃ＋ｄの最小値も０．０１１ｍｍであるため、最小で、
０．０１１ｍｍ＋０．０１１ｍｍ＝０．０２２ｍｍの隙間が生じうる。
半径あたりにすると、
０．０２２ｍｍ／２＝０．０１１ｍｍ
である。
【００４８】
一方、第１の入力軸１が軸受２１および軸受１１を介してハウジング４に支承されている軸方向の長さは２１．７ｍｍである。しかし、厳密には、軸受２１の出力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ入力側にある。また、軸受１１はニードル軸受のため、回転体であるピン１１Ｐの入力側の端部は、軸受１１の入力側の端部より２．１ｍｍ出力側にあり、更にピン１１Ｐの入力側の端部も面取りされているため、実際の接触端は０．２ｍｍ出力側にある。これらの補正を施すと、軸方向の実際の長さは、
２１．７ｍｍ−０．５ｍｍ−２．１ｍｍ−０．２ｍｍ＝１８．９ｍｍ
となる。
【００４９】
従って、軸方向に対する第１歯車ｇ１の最小傾き角は、
０．０１１ｍｍ／１８．９ｍｍ
である。従って、
【００５０】
【数２】
2010255835.tif 000005
θ１min°＝０．０３３３°
となる。
【００５１】
かかる最大傾き角θ１max°と最小傾き角θ１min°とから、第１歯車ｇ１の平均傾き角θ１を求めると、
【００５２】
【数３】
2010255835.tif 000006
であるので、
【００５３】
【数４】
2010255835.tif 000007
＝０．０８１１°
となる。
【００５４】
第４歯車ｇ４についても同様に考えることができる。図８に示されるように、第４歯車ｇ４が備えられている出力軸３は、軸受２４および軸受１２を介してハウジング４に支承されている。そのため、軸受２４を含めた径方向の長さに、図中ｅ＋ｆで示す隙間、具体的には０．０１０ｍｍ以上０．０３２ｍｍ以下の隙間が設けられている。同様に、軸受１２を含めた径方向の長さに、図中ｇ＋ｈで示す隙間、具体的には０．０１１ｍｍ以上０．０２５ｍｍ以下の隙間が設けられている。そのため最大で、
０．０３２ｍｍ＋０．０２５ｍｍ＝０．０５７ｍｍの隙間が生じうる。
半径あたりにすると、
０．０５７ｍｍ／２＝０．０２８５ｍｍ
である。
【００５５】
一方、出力軸３が軸受２４および軸受１２を介してハウジング４に支承されている軸方向の最大長Ｚ１は１５．５ｍｍである。しかし、厳密には、軸受２４の出力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ入力側にある。同様に、軸受１２入力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ出力側にある。これらの補正を施すと、軸方向の実際の長さは、
１５．５ｍｍ−０．５ｍｍ−０．５ｍｍ＝１４．５ｍｍ
となる。
【００５６】
従って、軸方向に対する第４歯車ｇ４の最大傾き角は、
０．０２８５ｍｍ／１４．５ｍｍ
である。これをθ４max°とすると、
【００５７】
【数５】
2010255835.tif 000008
θ４max°＝０．１１２６°
となる。
【００５８】
同様に、第４歯車ｇ４の最小傾き角θ４min°を求める。
まず、径方向において、ｅ＋ｆの最小値は０．０１０ｍｍ、ｇ＋ｈの最小値も０．０１１ｍｍであるため、最小で、
０．０１０ｍｍ＋０．０１１ｍｍ＝０．０２１ｍｍの隙間が生じうる。
半径あたりにすると、
０．０２１ｍｍ／２＝０．０１０５ｍｍ
である。
【００５９】
一方、出力軸３が軸受２４および軸受１２を介してハウジング４に支承されている軸方向の長さは１５．５ｍｍｍｍである。また、厳密には、軸受２４の出力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ入力側にある。同様に、軸受１２入力側端部は面取りされているため、実際の接触端は０．５ｍｍ出力側にある。これらの補正を施すと、軸方向の実際の最大長さは、
１５．５ｍｍ−０．５ｍｍ−０．５ｍｍ＝１４．５ｍｍ
となる。
【００６０】
従って、軸方向に対する第４歯車ｇ４の最小傾き角は、
０．０１０５ｍｍ／１４．５ｍｍ
である。従って、
【００６１】
【数６】
2010255835.tif 000009
θ４min°＝０．０４１５°
となる。
【００６２】
かかる最大傾き角θ４max°と最小傾き角θ４min°とから、第４歯車ｇ４の平均傾き角θ４を求めると、
【００６３】
【数７】
2010255835.tif 000010
【００６４】
【数８】
2010255835.tif 000011
＝０．０６１６°
となる。
【００６５】
第１歯車ｇ１の平均傾き角θ１と、第４歯車ｇ４の平均値θ４との更に平均値がベアリングギア５の傾きに影響を及ぼす角度であると考えると、この角度もベアリングギア５の初期偏芯角と逆向きであるので−θ１４を計算すると、
【００６６】
【数９】
2010255835.tif 000012
【００６７】
【数１０】
2010255835.tif 000013
上述の、ベアリングギア５が変形することによる偏芯角の変化量、即ち傾き角βと、ベアリングギア５の傾きに影響を及ぼす角度θ１４が、ベアリングギア５の初期偏芯角αに変化をもたらすため、α＋β＋θ１４が規定偏芯角θとなるように、αを調整すればよい。
即ち、
α＋β＋θ１４＝θ
より、
α＝θ−（β＋θ１４）
となる。従って、
α＝３°−（−０．２２７９°−０．０７１４°）
＝３°＋０．２９９３°
＝３．２９９３°
となる。
従って、ベアリングギア５の初期偏芯角αは３．２９９３°とすればよい。より具体的にはベアリングギア５の初期偏芯角αはロータ２の内周面にベアリングギアを圧入することにより決定されるため、ロータ２の内周面の角度を調製することとなる。
【００６８】
上記実施形態の揺動型歯車装置によれば、以下のような効果を得ることができる。
（１）上記実施形態によると、初期偏芯角決定工程における初期偏芯角αの決定は、歯車噛合工程後に回転部材が規定偏芯角θとなるように決定されるため、歯車噛合工程によって、規定偏芯角θが変化することを防止できる。従って、ベアリングギア５が規定偏芯角θで正確に偏芯して回転するため、アライメントの誤差を従来に比して小さくすることが可能となる。また、上記従来に比して揺動型歯車装置の耐久性を向上させるとともに、騒音の発生を一層抑制できる。
【００６９】
（２）上記実施形態によると、初期偏芯角αは、第２歯車ｇ２が入力軸歯車である第１歯車ｇ１より受ける力、および第３歯車ｇ３が出力軸歯車である第４歯車ｇ４より受ける力によって、ベアリングギア５に生じる傾きβを加味して決定されるため、第１歯車ｇ１より受ける力および第３歯車ｇ３より受ける力によって、規定偏芯角θが変化することを防止できる。
【００７０】
（３）上記実施形態によると、初期偏芯角の決定は、入力側回転軸の傾きと、出力側回転軸の傾きとを加味して決定されるため、入力側回転軸の傾きとおよび出力側回転軸の傾きを原因として、規定偏芯角がずれることを防止できる。
【００７１】
なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
・上記実施形態においては、初期偏芯角の決定は、第１の入力軸１の傾きと、出力軸３の傾きについては、径方向の隙間を原因とする傾きを算出根拠としたが、他の構成であってもよい。例えば、回転部材であるベアリングギア５より力を受けることによる、入力側第１の入力軸１および出力軸３の変形による歪みをも併せて考慮すれば、一層初期偏芯角αを正確に算出することができる。
【００７２】
・上記実施形態においては、初期偏芯角の決定は、第１の入力軸１の傾きおよび出力軸３の傾きを加味して決定したが、他の構成であってもよい。第１の入力軸１の傾きおよび及び出力軸３の傾きが僅かであれば、係る補正を省略することで、初期偏芯角の決定を容易に行うことができる。
【００７３】
・上記実施形態においては、ベアリングギア５は深溝型軸受を備えているが、４点接触型軸受を備えていても良い。かかる場合においても、表１の４点接触型軸受の欄の値を用いることにより、ベアリングギア５の傾きを要因とする補正角を算出することができる。また、その他のベアリングであっても、変形に対する基本データや式等を予め算出しておくことにより適切な補正角を算出することが可能である。
【産業上の利用可能性】
【００７４】
本発明は、騒音が抑制された揺動型歯車装置の製造方法に関するものであるため、小型で高減速比を要する機器に広く利用可能である。
【符号の説明】
【００７５】
１…第１の入力軸、２…ロータ（第２の入力軸）、３…出力軸、４…ハウジング、５…ベアリングギア（回転部材）、６…回転軸、８…集音機、１１…軸受、１１Ｐ…ピン、１２…軸受、２１…軸受、２２…軸受、２３…軸受、２５…内周面、５１…内輪、５２…外輪、５３…転動体、５５…保持器、ｇ１…第１歯車（入力軸歯車）、ｇ２…第２歯車（回転部材入力側歯車）、ｇ３…第３歯車（回転部材出力側歯車）、ｇ４…第４歯車（出力軸歯車）、ｇ１１…凹溝、ｇ１２…転動体、ｇ２１…凹溝、ｇ３１…凹溝、ｇ４１…凹溝、ｇ４２…転動体、１０１…第１の入力軸、１０２…ロータ（第２の入力軸）、１０３…出力軸、１０４…ハウジング、１０５…ベアリングギア、１０６…回転軸、１１１…軸受、１２１…軸受、１２２…軸受、１２３…軸受、１５１…内輪、１５２…外輪、１５３…転動体、ｇ１０１…第１歯車（入力軸歯車）、ｇ１０２…第２歯車（回転部材入力側歯車）、ｇ１０３…第３歯車（回転部材出力側歯車）、ｇ１０４…第４歯車（出力軸歯車）。
【図１】
2010255835.tif 000014
【図２】
2010255835.tif 000015
【図３】
2010255835.tif 000016
【図４】
2010255835.tif 000017
【図５】
2010255835.tif 000018
【図６】
2010255835.tif 000019
【図７】
2010255835.tif 000020
【図８】
2010255835.tif 000021
【図９】
2010255835.tif 000022
【図１０】
2010255835.tif 000023